机械设计范文--大学毕业论文.doc

课程设计单级圆柱式减速器设计 2011年12月 课程设计课程设计题目 单级圆柱减速器设计 姓 名 所学专业名称 机械设计制造及其自动化 指导老师 学 号 2009210194 日 期 2011-12-03 机械设计课程设计 设计题目：单级圆柱式减速器设计 内装：1. 设计计算说明书一份 2. 减速器装配图一张（A1） 3. 轴零件图一张（A3） 4. 齿轮零件图一张（A3） 学院： 滁州学院 班级： 09机械(本) 设计者： 李翠 指导老师： 支辛涛 完成日期： 2011年12月03日 成绩： _课 程 设 计 任 务 书设计题目单级圆柱式减速器设计学生姓名 李翠所在院系机电学院 专业、年级、班 09机械本 设计要求输送机连续工作，单向运转，载荷较平稳，24小时工作制使用期限10年，小批量生产。输送带拉力F= 1.7kN；输送带速度V=1.4m/s ；滚筒直径D=220mm 。 学生应完成的工作：1编写设计计算说明书一份。2减速器部件装配图一张(A1)；3绘制轴和齿轮零件图各一张。参考文献阅读：1，机械设计课程设计手册（第3版）2. 机械制图（第5版）3. 机械设计（第4版）4. 减速器设计实例精讲 工作计划：1. 设计准备工作 2. 总体设计及传动件的设计计算3. 装配草图及装配图的绘制4. 零件图的绘制5. 编写设计说明书6.任务下达日期： 2011年 11 月 21 日 任务完成日期： 年 月 日指导教师（签名）： 学生（签名）： 目录一、绪论 5 二、传动装置的总体设计 62.1 传动方案的确定 62.2 电动机的选择 62.3 传动比的计算及分配 62.4 传动装置运动、动力参数的计算 6三、传动件的设计计算 113.1 减速器外传动件的设计 113.2减速器内传动的设计计算 13四、齿轮上作用力的计算18五、减速器装配草图的设计195.1 合理布置图面5.2 绘出齿轮的轮廓5.3 箱体内壁六、轴的设计计算206.1 高速轴的设计与计算 206.2 低速轴的设计计算 28七、减速器箱体的结构尺寸36八、润滑油的选择与计算38九、装配图和零件图38十设计总结与参考文献41一 绪 论本论文主要内容是进行单级圆柱直齿轮的设计计算，已知输送带的有效拉力F=1700N，输送带的速度为v=1.4m/s,输送带的带轮的直径D=220mm,输送带带轮及轴承的传动总效率=0.94.运输机单向运转，载荷平稳，工作寿命为10年。在设计计算中运用到了机械设计课程设计手册（第3版）、机械制图（第5版）、机械设计（第4版）、减速器设计实例精讲等多门课程知识，并运用AUTOCAD软件进行绘图，因此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、 规范的实践训练。通过这次课程设计，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面：（1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。（4）加强了我们对Office软件中Word功能的认识和运用。二 传动装置的总体设计2.1 传动方案的确定单级圆柱齿轮减速器的传动方案如图2-1所示。2.2 电动机的选择电动机的选择见表2-1。表2-1 电动机的选择计算项目计算及说明计算结果1选择电动机的类型根据用途选用Y系列三相异步电动机2.选择电动机的功率输送带所需功率PW =kW=2.53kW查表2-1，取传送带效率=0.96，轴承效率=0.96，直齿圆柱齿轮传动效率=0.96，联轴器效率=0.96,得电动机所需工作功率为P0 =kW=2.8kW由表8-2，可知取电动机的额定功率Ped =3kWPW =2.53kWP0 =2.8kWPed =3kW3.电动机转速的确定由，得传送带滚筒的转速为。各种传动的传动比范围由表2-2可知分别为总传动比的范围为,那么电动机的转速范围为符合这一要求的电动机同步转速有1000r/min和1500r/min等多种。从成本及结构尺寸考虑，本例选用转速为1000r/min的电动机进行试算，其满载转速为960r/min,根据以上计算选择电动机的型号为Y132S6。型号为Y132S6电动机的查表结果电动机的总体效果图2.3 传动比的计算及分配传动比的计算及分配见表2-3。表2-3 传动比的计算及分配计算项目计算及说明计算结果1.总传动比2.分配传动比取带传动的传动比 则2.4 传动装置运动、动力参数的计算传动装置的运动、动力参数的计算见表2-4。表2-4 运动、动力参数的计算计算项目计算及说明计算结果1.各轴转速=960r/min=r/min=480r/min=r/min=121.52r/min=121.52r/min=960r/min=480r/min=121.52r/min=121.52r/min2.各轴功率=2.80.96Kw=2.69kW=2.690.990.97 kW=2.58 kW=2.580.990.99 kW=2.53 kW=2.69kW=2.58 kW=2.53 kW3.各轴转矩=9550=955ONm=27.85Nm=9550=955ONm=53.52Nm=9550=955ONm=202.76Nm=9550=955ONm=198.83Nm=27.85Nm=53.52Nm=202.76Nm=198.83Nm电动机的安装及外形尺寸的需查表选择，表格如下：Y机座带底脚、端盖无凸缘电动机的安装及外形尺寸三 传动件的设计计算3.1 减速器外传动件的设计减速器外传动只有带传动，故只需对带传动进行设计。带传动的设计计算见表3-1。表3-1 带传动的设计计算计算项目计算及说明计算结果1.确定设计功率查表8-6知，工作情况系数=1.4,则2.选择带型根据选择A型V带选择A型V带3.确定带轮基准直径由表8-7采用最小带轮基准直径，可选小带轮直径。则大带轮直径为 =2100mm=200mm=100=2004.验算带的速度=5.02m/s=25m/s带速符合要求5.确定中心距和V带长度根据0.7() 2()，初步确定中心距，即0.7（100+200)=210mm21.31+21.31(0.030.05)=21.9522.38mm取22mm22mm4.结构设计（1） 轴承部件的结构设计 轴的初步结构设计及构想如图6-1所示。为方便轴承部件的装卸，减速器的机体采用剖分式结构。该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两段固定方式。然后，可按轴上的零件安装顺序，从处开始设计（2） 轴段的设计 轴段上安装带轮，此段设计应与带轮设计同步进行。由最小直径可知初定轴段的轴径25mm，带轮轮毂的宽度为（1.52.0）（1.52.0）25mm=37.550mm，取为50mm，则轴段的长度略小于毂孔宽度，取48mm（3） 轴段轴径的设计 考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸，带轮用轴肩定位，轴肩高度为h=(0.070.1)=(0.070.1)25mm=1.752.5mm， 轴段的轴径(1.752.5)=28.530mm，该处轴的圆周速度m/s=0.75m/s3m/s，可选用毡圈油封。由表8-27，选取毡圈30JB/ZQ 46061997，则30mm，由于轴段的长度涉及的因素较多，稍后再确定（4）轴段和安装轴承，考虑齿轮只受径向力和圆周力，所以选用球轴承即可，其直径应既便于轴承安装，又应该复合轴承内径系列。现暂取轴承为6007，经过计算轴承寿命不够，改选6207轴承，由表8-28查得轴承内径d=35，外径D=72，宽度B=17,内圈定位轴肩直径42，外圈定位凸肩内径65，故35，该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s，故轴承采用脂润滑，需要挡油环，取挡油环端面到内径距离2为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，靠近箱体内壁的轴承端面至箱体的内壁的距离取=14，则17mm+14mm+2mm=33mm。通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则35mm, 33mm（5）轴段的长度设计 轴段的长度除与轴上零件有关外，还与轴承座跨度及轴承端盖等零件有关。由表4-1知下箱座壁厚公式计算，则=0.025130mm+3mm=6.25mm，取，上箱座壁厚公式，则0.98mm=7.2mm，取8mm；由于中心距180300，可确定轴承旁连接螺栓直径M12，相应的20，16箱体凸缘连接螺栓直径M10，地脚螺栓直径M16，轴承端盖连接螺栓直径M8，由表8-29取螺栓GB/T57812000 M825。由表8-30可计算轴承端盖厚1.28mm=9.6mm，取e=10。轴承座宽度为+(58)=8mm+20mm+16mm+(58)=4952mm取L=50，取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为 2；为了在不拆卸带轮的条件下，方便拆卸轴承端盖连接螺栓，取带轮凸缘端面至轴承端盖表面的距离K=28，带轮采用腹板式，螺栓的拆卸装空间足够，则有=50mm+10mm+28mm+2mm-14mm-17mm=59mm（6） 轴段和的设计 该轴段间接为轴承定位，可取45，齿轮两端与箱体内壁距离取为10，则轴段和的长度为10mm-2mm=8mm（7） 轴段的设计 轴段上安装齿轮，为便于安装，应略大于，可初定47，则由表8-31查得该处键的截面尺寸为149，轮毂键槽深度为3.8，该处齿轮轮毂键槽到齿根的距离为=1.70mm2.5m=2.52.5=6.25mm 故该轴应设计成齿轮轴，=80mm（8） 箱体内壁之间的距离为210mm+80mm=100mm（9） 力作用点间的距离 轴承力作用点距外圈距离则25mm+59mm+8.5mm=92.5mm33mm+8mm+mm-8.5mm=72.5mm72.5mm25mm48mm 30mm35mm35mm33mm59mm45mm8mm80mm100mm92.5mm72.5mm5.键连接联轴器与轴段间采用A 型普通平键连接，由表8-31得键的型号为键845 GB/T 109619906.轴的受力分析（1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图6-2所示。（2）支承反力 在水平面上为=-1359.47N式中负号表示与图中所示力的方向相反，以下同 -1009.88N-1359.47N+589.28N=-1780.07N在垂直平面上为=-809.52N轴承A的总支撑反力为=1582.24N轴承B的总支撑反力为=1955.50N(3)弯矩计算1009.8892.5Nmm=93413.9Nmm1780.0772.5Nmm=129055.08Nmm在垂直平面上为809.5272.5Nmm=58690.2Nmm合成弯矩，有93413.9Nmm mm=141773.60Nmm(4)画弯矩图 弯矩图如图6-2（b）(d)所示。(5)转矩和转矩图53520N转矩图如图6-2（e）所示。-1359.47N-1780.07N-809.52N-809.52N1582.24N1955.50N93413.9Nmm141773.60Nmm7.校核轴的强度齿轮轴与点A处弯矩较大，且轴径较小，故点A剖面为危险剖面。其抗弯截面系数为=4207.11抗扭截面系数为mm=8414.22mm最大弯曲应力为MPa=22.20MPa扭剪应力为MPa=6.98MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转扭，转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为MPa=23.73MPa由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限，由表8-32用插值法查得轴的许用弯曲应力。，强度满足要求轴的强度满足要求8.校核连接的强度带轮处键连接的挤压应力为MPa=36.26MPa取键、轴及带轮的材料都为钢，由表8-33查得125150MPa,33.23+33.23(0.030.05)=34.2334.89mm圆整，取35mm35mm4.结构设计（1） 轴承部件的结构设计 轴的初步结构设计及构想如图6-3所示。该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两段固定方式。然后，可按轴上的零件安装顺序，从最细处处开始设计（2） 轴段的设计 轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器设计同步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离震动，选用弹性柱销联轴器。由表8-37，取,则计算转矩1.5202760Nmm=304140Nmm由表8-38查得GB/T 50142003 中LX2型联轴器符合要求：公称转矩为560Nm,许用转速为6300r/m,轴孔范围为2035.结合伸出段直径，取联轴器毂孔直径为35，轴孔长度60，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX2 3560 GB/T 50142003，相应的轴段的直径35，其长度略小于毂孔宽度，取58（3） 轴段轴径的设计 在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸两个方面的问题。，联轴器用轴肩定位，轴肩高度为h=(0.070.1)=(0.070.1)35mm=2.453.5mm， 轴段的轴径h=39.942mm，最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈油封。由表8-27，选取毡圈40JB/ZQ 46061997，则40（4）轴段和轴段的设计 轴段及轴段上安装轴承，考虑齿轮没有轴向力存在，所以选用深沟球轴承。 轴段及轴段的直径应既便于轴承安装，又应该符合轴承内径系列。现暂取轴承为6009，由表8-28查得轴承内径d=45，外径D=75，宽度B=16,内圈定位轴肩直径51，外圈定位凸肩内径69，故45，通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则 45（5）轴段的设计 轴段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，必须略大于，可初定=50，齿轮2的轮毂的宽度范围为（1.21.5）=6075，取其轮毂宽度等于齿轮宽度，其左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段的长度应比轮毂略短，由于75，故取（6）轴段的长度设计 轴段的长度除与轴上零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座宽度L、轴承端盖厚e、轴承端盖连接螺栓、轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离、端盖与轴承座间的调整垫片厚度均同高速轴，为避免联轴器轮毂外径与端盖螺栓的拆卸发生干涉，联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离取K=13，则有(50+2+10+13-16-14)mm=45mm（7） 轴段的设计 该轴段为齿轮提供定位作用，定位轴肩的高度h=(0.070.1)=3.55,取h=5mm,则60，齿轮端面距箱体内壁距离为10mm+(80-75)mm/2=12.5mm,取挡油环端面到内壁距离2.5,则轴段的长度为(8) 轴段和轴段的长度设计轴段的长度圆整，取轴段的长度(75-73+12.5+14+16)mm=44.5mm圆整，取44mm（9）轴上力作用点间的距离 轴承反力作用点距轴承外圈距离8mm 则由图6-3可得轴的支点及受力点间的距离为则(8+45+37.5)mm=90.5mm圆整，取90mm(32+10+75/2-8)mm=71.5mm圆整，取71mm（10）画出轴的结构及相应尺寸 如图8-18a所示3558404550mm73mm45mm60mm10mm32mm44mm90mm71mm71mm5.键连接联轴器与轴段间及齿轮与轴段采用A 型普通平键连接，由表8-31得键的型号为键1050 GB/T 10961990和键1450 GB/T 109619906.轴的受力分析（1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图8-18b所示（2）支承反力 在水平面上为 N=-294.64N在垂直平面上为-N=-809.52N轴承A、B的总支撑反力为N=861.47N(3) 弯矩、画弯矩图 弯矩图如图8-18c、d和e所示在水平面上，齿轮所在的轴截面为-294.64N72.5mm=-21361.4Nmm在垂直平面上,齿轮所在的轴截面为-809.52N72.5mm=-58690.2Nmm合成弯矩，齿轮所在的轴截面为 Nmm=62456.78Nmm转矩图如图8-18f所示，-202760Nmm-294.64N-809.52N861.47N=-21361.4Nmm=-58690.2Nmm62456.78Nmm-202760Nmm7.校核轴的强度因齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。其抗弯截面系数为抗扭截面系数为弯曲应力为62456.78/10740.83MPa=5.81MPa扭剪应力为202760/23006.46MPa=8.81MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转扭，转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则当量应力为MPa=12.06MPa由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限，由表8-32用插值法查得轴的许用弯曲应力。，强度满足要求轴的强度满足要求8.校核键的强度齿轮2处键连接的挤压应力为MPa=50.06MPa取键、轴及联轴器的材料都为钢，由表8-33查得125150MPa,，强度足够联轴器处的键的挤压应力为MPa=71.52MPa故其强度也足够键强度满足要求9.校核轴承寿命（1） 当量动载荷，由表8-28查6009轴承C=21000N，.因为轴承不受轴向力，如图6-5所示，有（2）轴承寿命 轴承在100以下工作，由表8-34查得,由表8-35查得载荷系数。则h=588660.13h,故轴承寿命足够轴承寿命足够低速轴结构构想图低速轴的结构与受力分析：弹性柱销联轴器相关数据七 减速器箱体的结构尺寸 单级圆柱齿轮减速器箱体的主要结构尺寸列于表7-1中。表7-1 单级圆柱齿轮减速器箱体的主要结构尺寸名称代号尺寸（mm）中心距180下箱座壁厚8上箱座壁厚8下箱座部分面处凸缘壁厚b12上箱座部分面处凸缘壁厚12地脚螺栓底脚厚度p20箱座上肋厚M8箱盖上肋厚8地脚螺栓直径M16地脚螺栓通孔直径20地脚螺栓沉头座直径45地脚凸缘尺寸（扳手空间）2725地脚螺栓数目n4轴承旁连接螺栓（螺钉）直径M12轴承旁连接螺栓通孔直径13.5轴承旁连接螺栓沉头座直径26部分面凸缘螺栓凸台尺寸（扳手空间）2016上下箱连接螺栓（螺钉）直径M10上下箱连接螺栓通孔直径11上下箱连接螺栓沉头座直径24箱缘尺寸（扳手空间）1814轴承盖螺钉直径M8检查孔盖连接螺栓直径M6圆锥定位销直径6减速器中心高H170轴承旁凸台高度h45轴承旁凸台半径16轴承端盖（轴承座）外径115,130轴承旁连接螺栓距离S118,135箱体外壁至轴承座端面的距离K42轴承座孔长度（箱体内壁至轴承座端面的距离）50大齿轮顶圆与箱体内壁间距离10齿轮端面与箱体内壁间的距离10八 润滑油的选择与计算齿轮选择全损耗系统用油LAN68润滑油润滑，润滑油深度为5.7cm,箱体底面尺寸为8.532.3cm，箱体内所装润滑油为V=8.532.35.7cm=1564.94cm该减速器所传递的功率，对于单级减